江淮骏铃汽车主减速器设计

中北大学2016届毕业设计说明书江淮骏铃汽车毕业设计说明书江淮骏铃汽车主减速器设计学生姓名： 学号： 学 院： 专 业： 车辆工程 指导教师： 2016年 6 月某型汽车主减速器设计摘 要本次设计的题目是某型汽车主减速器设计。汽车主减速器是汽车传动中最重要的部件之一，它能够将万向传动装置传来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现减速增扭。主减速器的设计对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一。本文选取江淮骏铃V6为参考车型，在分析其主减速器的结构组成、工作原理和运动特点后选择最合适的主减速器设计方案，主要完成了单级主减速器螺旋锥齿轮和主动齿轮轴的设计和校核工作，然后作出相关零件图、装配图，并对主要零部件进行三维建模。关键词：主减速器，螺旋锥齿轮，主动齿轮轴，轴承目 录1 引言 11.1 选题的背景 11.2 设计的范围和目标 11.3 设计的意义及实用价值 11.4 国内外已有的文献综述 11.4.1 现主流车桥的发展现状 1 1.4.2 未来商用主减速器技术发展方向 2 1.5 理论依据和实验设备条件 31.6 论文内容安排 32 主减速器的设计 32.1 主减速器的工作原理和设计要求 42.2 主减速器结构形式的选择 42.2.1 根据减速形式选择 4 2.2.2 根据齿轮类型选择 52.2.3 主动锥齿轮的支撑形式 72.2.4 从动锥齿轮的支撑形式 82.3 设计的主要参数 92.4 主减速器齿轮计算载荷的确定 102.4.1 从动锥齿轮的计算载荷 102.4.2 主动锥齿轮的计算载荷 122.5 螺旋锥齿轮基本参数的选择 132.5.1 主、从动锥齿轮的齿数和 132.5.2 从动锥齿轮的节圆直径和端面模数m 132.5.3 主、从动锥齿轮齿面宽F的选择 152.5.4 螺旋角的选择 152.5.5 螺旋方向的选择 16第 页 共 页 2.5.6 法向压力角 172.5.7 圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择 172.6 主减速器圆弧齿锥齿轮的几何尺寸计算 182.7 主减速器圆弧齿锥齿轮的强度计算 222.7.1 齿轮的损坏形式及其影响因素 222.7.2 螺旋锥齿轮的强度校核 242.8 齿轮的材料及热处理 292.9 螺旋锥齿轮的受力分析 302.9.1 计算转矩的确定 302.9.2 主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 322.9.3 锥齿轮所受的轴向力和径向力 332.10 本章小结 353 轴的设计 353.1 支撑方式的选择 353.1.1 锥齿轮的支撑方案 353.1.2 从动锥齿轮的支撑 363.2 轴的设计与校核 373.3 轴承的设计 413.4 本章小结 454 结论 45参考文献47致谢 48第 页 共 页1 引言11 选题的背景主减速器是汽车的重要组成部分，基本功用是将来自变速器或者万向传动装置的转矩增大，同时降低转速并改变转矩的传递方向。主减速器由一对或几对减速齿轮副构成。动力由主动齿轮输入经从动齿轮输出。主减速器的结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有决定性的作用外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、机动性和操纵性有直接影响1。因此，主减速器的结构形式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计极其重要。1.2 设计的范围和目标根据给定的已知条件设计参考车型的主减速器齿轮、轴的参数，并对齿轮和轴进行强度校核，包括齿轮接触应力、弯曲应力、轴的强度校核和轴承的选取与校核等。目标是使发动机传过来的高速低扭矩的转矩转化为低速高扭矩的转矩，并改变转矩方向，令所设计的主减速器有足够的刚度和强度以及较高的传动效率，能保证车辆正常运行。1.3 设计的意义及实用价值 通过对汽车主减速器的设计实践、主要零部件强度的计算分析等内容，实现更好地学习并掌握现代汽车零部件设计与计算分析的相关知识和技能。其次，还可以让自己综合运用机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、汽车理论和汽车设计等专业知识，培养自己对汽车零部件的基本设计能力和处理问题的能力，为接下来踏入汽车行业工作奠定扎实的基础。汽车主减速器及差速器是汽车传动中的最重要的部件之一。它能够将万向传动装置传来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一2。 1.4 国内外已有的文献综述1.4.1 现主流车桥的发展现状目前市场上的重卡车桥主要有两大形式：一种是以STR、 MAN技术为代表的轮边减速桥，一种是以一汽、二汽和美驰为代表的单级桥。单级桥由于减少了轮边减速器，其传动效率比轮边减速桥高，传动比较小，在公路运输中处于主流；而轮边减速桥因为带有轮边减速，所以主减速器尺寸较小，使整车通过性提高，是工程车辆的首选。当然还有断开式车桥、独立悬挂桥主要用于特种车辆例如军车等，用量较少。1.4.2 未来商用主减速器技术发展方向 （1）高效、高承载、低噪声的桥齿轮技术2015年的上海车展，跨国商用车巨头不仅带来了其众多车型，更暗示了卡车发动机大马力、大排量的趋势。这些大马力的发动机意味着大扭矩，主减速器作为传递扭矩的重要环节必须较原来承担更大的输出扭矩，才能满足整车发展需要。主减速器作为车桥传递扭矩的关键组件，其主减齿轮组件设计及加工技术成为关键。尤其是随着发动机功率提高，主减速比向小速比发展，原先STR桥主减速比主要有6.72、5.73和4.8，后续最小做到4.42，MAN单级桥主减速比已经可以做到3.083，甚至有更小的趋势。但目前国内主减齿轮的设计、齿轮材料热处理、加工和检测技术都与国外有较大的差距，国内齿轮由于材料及制造技术原因，在售后市场中暴露出轮齿损坏、打齿、齿面胶合、剥落等问题3。减小齿轮噪声也是未来主减速器发展方向之一，整桥制造技术应围绕提高齿轮副加工精度及相关件轴承组合配置，使齿轮噪声降低到 80dB以下。 （2）双速主减速器技术由于中国路况较欧美复杂，尤其是西北、西南地区山区较多，经常有爬坡路段，要用一种主减速比来满足满载爬坡，而在平直良好硬路面行驶较高车速和满意的燃料经济性，是非常困难的，采用双速主减速器技术就可根据行驶路况选择不同的档位满足要求。目前此技术在主流车桥技术中几乎难以看到，但这种产品应该有市场潜力，同时由于增加了换挡模块，对产品零部件可靠性提出了更高要求。 （3）主减速器轻量化汽车轻量化是节能的最好方式，实验证明，如果整车重量降低10%，燃油效率提高 6% 8%，排放也随之减少。主减速器零部件分总成集成化、模块化设计，可进一步缩小零部件空间尺寸，减少零部件数量，减轻整桥重量，提高能源利用效率。例如：主减轴承单元集成化，但对零部件可靠性提出更高的要求。低密度合金材料的应用像铝合金在主减速器局部结构的使用等4。 （4）新能源车桥既然以电代油是未来汽车的发展方向，新能源车桥技术必将快速发展。陕汽汉德车桥公司研发的新能源客车专用桥，已批量应用于城市公交车。其中，国内龙头企业比亚迪最核心的电动桥扭矩分配技术，代表了目前电动车桥的技术前沿，车桥未来的电气化也在不远的将来实现。 （5）车桥主减速器的智能化整车的智能化也将带动车桥主减速器的智能发展。影响车桥齿轮使用寿命的桥包油温控制将是未来车桥的控制重点，合适的油温对车桥齿轮的磨损、噪声以及整车节油均有很大影响，设计开发配备油温传感器、油温冷却器的智能组件，可以大大提高车桥的使用寿命5。1.5 理论依据和实验设备条件主减速器的主要零部件为齿轮和轴，它们的设计方案和相关参数已比较成熟，然而条件限制，在这里我将刘惟信先生编写的汽车车桥设计作为主要依据，同时参考汽车设计等教材和相关论文，选取江淮骏铃V6为参考车型，对此轻卡货车的主减速器进行设计，作出相关零件图、装配图，并对主要零部件进行三维建模。1.6 论文内容安排 在第二章首先我将对主减速器进行介绍，接着根据车型进行方案的选择，然后对主减速器主从动锥齿轮进行设计计算，然后对齿轮进行强度校核，接着选择齿轮的材料以及热处理工艺。在第三章我将对主动齿轮轴进行设计和校核，然后对齿轮轴的轴承进行选择和校核工作。最后进行三维建模以验证可行性。2 主减速器的设计2.1 主减速器的工作原理和设计要求主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。驱动桥中主减速器设计应满足如下基本要求：（1）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。（2）外型尺寸要小，保证离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。（3）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。（4）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。（5）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。2.2 主减速器结构形式的选择主减速器的结构形式是由齿轮类型或减速形式来确定的，下面分别进行说明。2.2.1 根据减速形式选择主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。（1）单级主减速器由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比i7.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。（2）双级减速由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.6i12)且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上6。（3）双速主减速器双速主减速器 用于载荷及道路状况变化大、使用条件非常复杂的重型载货汽车。会加大驱动桥的质量，提高制造成本，并要增设较复杂的操纵装置。（4）单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车上,本车为单桥驱动。（5）主减速器附轮边减速器 主减速器附轮边减速器应用于矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等。综上所述，本次设计的是中型轻卡，主减速比为4.330时可取=2.0； （2.2） 汽车满载时的总质量在此取4485； 所以由式（2.2）得： 即0 ，所以 该汽车的驱动桥数目在此取1； 传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9。 根据以上参数可以由（2.1）得：=（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2.3）式中： 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取28650N；轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；对越野汽车取=1.0；对于安装专门的放滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；在此取=0.85；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为玲珑F825（7.50R16LT），滚动半径为 0.391m（查自子午线轮胎7.50R16表，滚动半径为390.96mm）；，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0。 所以由公式（2.3）得:= （3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： （2.4）式中：汽车满载时的总重量，在此取44850N;所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算,在此；道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020；在此取0.017；汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09在此取0.07；汽车的性能系数，由计算式知在此取0；，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0； 该汽车的驱动桥数目在此取1； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为玲珑F825（7.50R16LT），滚动半径为 0.391m。所以由式（2.4）得： =在上述确定从动锥齿轮计算转矩的三种方法中，第1、2两种方法用于确定最大计算转矩，应该取他们之中较小的数值。设是确定的最大计算转矩，则用于进行静强度计算和用做选择锥齿轮主要参数的依据。利用第3种方法确定的计算转矩（日常行驶平均转矩）则用来进行锥齿轮的疲劳强度计算。2.4.2 主动锥齿轮的计算载荷主动锥齿轮的计算转矩为： （2.5） 式中：、分别为从动锥齿轮三种工况下的计算转矩()；、分别为主动锥齿轮三种工况下的计算转矩()；为主减速器传动比，在此取4.33；为主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副，取95%；对于双曲面齿轮副，当时，取85%，当时，取90%。本文取95%。将各数据代入公式得： 2.5 螺旋锥齿轮基本参数的选择2.5.1 主、从动锥齿轮的齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6；主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配11。参考汽车车桥设计表3-12载货汽车驱动桥主减速器主动锥齿轮齿数和表3-13汽车主减速器主从动锥齿轮数的选择，选取=10，=43。2.5.2 从动锥齿轮节圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即 （2.6）直径系数，一般取1316；从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者取其值为10327.83；由式（2.6）得：=当以一挡传递时，节圆直径应大于或等于以下两式算得的数值中的较小值，即 cm cm (2.7)当以直接挡传递时 cm (2.8)最后，应根据式(2.7)、式(2.8)所得的值中的较大者，作为货车主减速器从动锥齿轮的节圆直接。在上述式中发动机最大转矩，420；变速器一挡传动比，6.31；主减速比，4.33；汽车在驱动桥处的称重，28650N；轮胎对路面的附着系数，在此取=0.85；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为玲珑F825（7.50R16LT），滚动半径为 0.391m。计算得： 初选从动齿轮，可按=8算出大端端面模数，并用下式校核： (2.9)所以满足要求，则。式中： 齿轮大端端面模数；模数系数，取；从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者取其值为10327.83；2.5.3 主、从动齿轮齿面宽的选择想要增大齿轮的强度和寿命，不能一味的增大齿面宽，相反过度增大会导致锥齿轮轮齿小端齿沟变窄，从而使切削刀头得顶面过窄以及刀尖圆角过小，这种方法不但减小了齿根圆角半径，增大了集中应力，同时降低了刀具使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。另一方面，齿面过窄会引起轮齿表面的耐磨性和轮齿强度的降低。 另外,由于双曲面齿轮的几何特性,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。一般取大齿轮齿面宽F=0.155=0.155344=53.32mm，小齿轮齿面宽=1.1F=1.153.32=58.65mm2.5.4 螺旋角的选择螺旋锥齿轮的螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角，也是该齿轮的名义螺旋角。螺旋锥齿轮传动主、从动齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角是相等的。 选择齿轮螺旋角时应考虑它对齿面重合度、轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器锥齿轮的螺旋角多为3540。载货汽车选用较小值以防止轴向力过大。通常螺旋锥齿轮用35的居多。格里森制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值: =+ （2.10）-主动轮中点处的螺旋角的预选值；，主、从动轮齿数；分别为10，43；双曲面齿轮偏移距, 对螺旋锥齿轮取E=0；从动轮节圆直径，344mm；由式（2.6）得: =25+535.37所以，主减速器螺旋锥齿轮螺旋角选为35。2.5.5 螺旋方向的选择螺旋锥齿轮的螺旋方向指的是轮齿节锥齿线的曲线弯曲方向，分为“左旋”与“右旋”两种。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。如图2.5所示，螺旋方向与螺旋锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。判断齿轮的旋转方向是是顺时针还是逆时针，要向齿轮的背面看去。而判断齿轮的轴向力方向时，则可用左右手法则判断，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断；右旋齿轮的轴向力的方向用右手法则判断。判断时伸直拇指的指向为轴向力方向，而其他手指握起来后的指向就是齿轮旋转方向。所以在此主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。图2.5 螺旋锥齿轮的螺旋方向及轴向推力2.5.6 法向压力角加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定载货汽车选用20的压力角，在此选用20的法向压力角。2.5.7 圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择“格里森”制螺旋锥齿轮铣刀盘的名义直径2是指通过被切齿轮齿间中点的假想同心圆的直径。可用下式初步估算刀盘的名义直径：2= mm （2.11）式中：K系数，选取0.91.1范围内的某值，以使2为标准值；、分别为从动齿轮的节锥距和中点锥距，mm;从动齿轮的螺旋角。上式初步估算值为2=148.25mm，在汽车车桥设计表3-14圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择表中，按上式结果或从动轮直径选取刀盘名义半径为152.40mm。2.6 主减速器圆弧齿锥齿轮的几何尺寸计算表 2.2 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表序号计算公式数值注 释110主动小齿轮齿数243从动大齿轮齿数38mm端面模数4F=0.15553.32mm大齿轮齿面宽5=1.1F58.65mm小齿轮齿面宽613.44mm齿工作高,查表2.3取1.68714.92mm齿全高,查表2.3取1.865820法向压力角990轴交角1080mm小齿轮节圆直径11344mm大齿轮节圆直径1213.09小齿轮节锥角1376.91大齿轮节锥角14176.62mm节锥距续表 2.2 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表序号计算公式数值注 释1525.13周节169.96mm小齿轮齿顶高173.48mm大齿轮齿顶高,查表2.3取0.435184.96mm小齿轮齿根高1911.44mm大齿轮齿根高201.48mm径向间隙211.61小齿轮齿根角223.71大齿轮齿根角2316.80小齿轮面锥角 2478.52大齿轮面锥角2511.48小齿轮根锥角2673.20大齿轮根锥角2799.40mm小齿轮外圆直径28345.58mm大齿轮外圆直径29169.74mm小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离3036.61mm大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离3118.03mm小齿轮理论弧齿厚327.10mm大齿轮理论弧齿厚，查表2.4取0.888续表 2.2 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表序号计算公式数值注 释33B0.3050.5590.2030.279齿侧间隙，上排为低精度（AGMA46级）下排为高精度（AGMA713级）3435螺旋角35螺旋方向主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有相互斥离的趋势36旋转方向主动齿轮从锥顶看为逆时针，从动齿轮从锥顶看为顺时针表2.3 载货、公共、牵引汽车或压力角为20的其他汽车锥齿轮的、和主动齿轮齿数（5）67891011从动齿轮最小齿数34333231302926法向压力角20螺旋角354035齿工作高系数1.4301.5001.5601.6101.6501.6801.9561.700齿全高系数1.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888大齿轮齿顶高系数0.1600.2150.2700.3250.3800.4350.4900.46+表2.4 锥齿轮的大齿轮理论齿厚z 67891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180.8370.8600.8880.948500.7480.7570.7770.8280.8840.946600.7150.7290.7770.8280.8830.945 图2.6小齿轮建模图2.7大齿轮建模2.7 主减速器圆弧齿锥齿轮的强度计算2.7.1 齿轮的损坏形式及其影响因素在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的损坏形式及其影响因素。1齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下： （1）轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。 （2）齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（3）齿面胶合 在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。（4）齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。 2.实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩和最大附着转矩并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。2.7.2 螺旋锥齿轮的强度校核“格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算过程如下：（1）单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 (2.12)式中： P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N； F从动齿轮的齿面宽，在此取53.32mm. 按发动机最大转矩计算时 （2.13）式中： 发动机输出的最大转矩，在此取420；变速器的传动比在此取6.31；主动齿轮节圆直径80mm；按式（2.13）得： 按最大附着力矩计算时： （2.14）式中：汽车在驱动桥处的称重，28650N；轮胎对路面的附着系数，在此取=0.85；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为玲珑F825（7.50R16LT），滚动半径为 0.391m。从动齿轮节圆直径344mm； 按式（2.14）得： 在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。经验算以上数据在许用范围内。表2.5许用单位齿长上的圆周力 N/mm汽车类别参数参数轮胎与地面的附着系数 一挡二档 直接挡轿车8935363218930.85载货汽车1429-25014290.85公共汽车982-214-0.85牵引汽车536-250-0.65（2）轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 N/mm （2.15） 式中：该齿轮的计算转矩,;对于从动齿轮，按和中的较小者和计算；对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；超载系数；在此取1.0;尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当时，在此 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10悬臂式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值; 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0; F齿面宽度，取齿轮副中的较小值（一般为从动齿轮的齿面宽度，取53.32mm）；计算齿轮的齿数;端面模数;计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数、载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。根据螺旋锥齿轮的大小齿轮齿数选取，参照图2.8，大齿弯曲计算用J取0.21，小齿轮弯曲计算用J取0.26；小齿轮齿数大齿轮齿数图2.8弯曲计算用综合系数J对于从动齿轮，按Nm计算疲劳弯曲应力：553.01N/ 700 N/按 Nm计算疲劳弯曲应力： N/ 210.9 N/对于主动齿轮，按计算疲劳弯曲应力：424.48N/ 700 N/按 Nm计算疲劳弯曲应力：73.54N/ 210.9 N/表2.6汽车驱动桥的许用应力 N/计算载荷主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力按7002800980按210.91750210.9如表2.6所示，按和中的较小者计算时汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为700N/,按计算时齿轮的